發(fā)動機曲軸結構設計

1、目錄1 緒論11.1 本課題的目的及意義11.2 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢11.2.1 曲軸結構設計的發(fā)展11.2.2 曲軸強度計算發(fā)展21.3 有限元分析32 1015柴油機曲軸結構設計42.1 曲軸的結構42.2 曲軸的疲勞損壞形式52.2.1 彎曲疲勞裂紋62.2.2 扭轉疲勞裂紋62.2.3 彎曲-扭轉疲勞裂紋62.3 曲軸的設計要求72.4 曲軸的結構型式72.5 曲軸的材料82.6 曲軸的主要部件設計82.6.1 主軸頸和曲柄銷82.6.2 曲柄臂92.6.3 曲軸圓角102.6.4 潤滑油道112.6.5 平衡重122.6.6 曲軸兩端和軸向止推122.6.7 曲軸的強化132

2、.7 曲軸的強度校核142.7.1 曲柄銷應力142.7.2 圓角形狀系數(shù)172.7.3 安全系數(shù)193 有限元分析213.1 ANSYS軟件介紹213.2 整體曲軸有限元模型的建立223.2.1 有限元網(wǎng)格的劃分223.2.2 載荷狀況的確定223.3 曲軸整體模型計算結果分析243.3.1 壓應力分析243.3.2 拉應力分析253.4 疲勞強度校核263.5 結論264 總結26參考文獻28致謝32第 I 頁 共 II 頁1 緒論1.1 本課題的目的及意義柴油機與汽油機相比其燃料、可燃混合氣的形成以及點火方式都不相同，而柴油機采用壓縮空氣的辦法提高空氣溫度【1】，因此柴油機的功率更大、經(jīng)

3、濟性能更好，這也導致柴油機工作壓力大，要求各有關零件具有較高的結構強度和剛度，所以柴油機比較笨重，體積較大；柴油機的噴油泵與噴嘴制造精度要求高【2】，所以成本較高；另外，柴油機工作粗暴，振動噪聲大；柴油不易蒸發(fā)，冬季冷車時起動困難。因而柴油發(fā)動機一般用于大、中型載重貨車上【3】。曲軸是發(fā)動機的關鍵零件，其尺寸與內(nèi)燃機整體尺寸和重量有很大關系，如曲柄銷直徑直接影響連桿大端尺寸和重量，后者又影響曲軸箱寬度，曲軸單位曲柄長度影響內(nèi)燃機總長度，曲軸尺寸大小在很大程度上影響著發(fā)動機的外形尺寸和重量。曲軸是內(nèi)燃機曲柄連桿機構的主要組成部分、三大運動件之一，是主要傳力件。它的功用是把氣缸中所作的功，通過活塞

4、連桿匯總后以旋轉運動形式輸出。此外，曲軸還傳動保證內(nèi)燃機正常工作需要的機構和系統(tǒng)附件(如配氣機構、燃油泵、水泵、潤滑油泵等)，因此曲軸工作的可靠性和壽命在很大程度上影響內(nèi)燃機工作的可靠性和壽命?！?】。曲軸的工作情況及其復雜，基本工作載荷是彎曲載荷和扭轉載荷；對內(nèi)不平衡的發(fā)動機曲軸還承受內(nèi)彎矩和剪力；未采取扭轉振動減振措施的曲軸還可能作用著幅值較大的扭轉振動彈性力矩。這些載荷都是交變性的，可能引起曲軸疲勞失效。曲軸的破壞事故可能引起其它零件的嚴重損壞。曲軸又是一根連續(xù)曲梁，結構形狀復雜，剛性差，材質(zhì)要求嚴，制造要求高，是內(nèi)燃機造價最貴的機件。隨著內(nèi)燃機的發(fā)展與強化，曲軸的工作條件愈加嚴酷了【5

5、】，必須在設計上正確選擇曲軸的結構形式，并根據(jù)設計要求選擇合理的尺寸、合適的材料與恰當?shù)墓に?，以求獲得滿意的技術經(jīng)濟效果【6】。由以上所述可以看出曲軸設計的重要性。1.2 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢1.2.1 曲軸結構設計的發(fā)展曲軸結構設計在過去的幾十年中得到了飛速的發(fā)展。在曲軸的設計初期一般是按照已有的經(jīng)驗公式計算或者與已有的曲軸進行類比設計【7】。在進行了初步的設計后造出曲軸樣品再進行試驗，通過實驗數(shù)據(jù)進行適當?shù)母倪M【8】。曲軸設計發(fā)展到今天已經(jīng)有了很大的發(fā)展。隨著內(nèi)燃機向高可靠性、高緊湊性、高經(jīng)濟性的不斷發(fā)展，傳統(tǒng)的以經(jīng)驗、試湊、定性為主要設計內(nèi)容的設計方法已經(jīng)不能滿足要求，而隨著電子計

6、算機技術的不斷發(fā)展，內(nèi)燃機及其零部件的設計已經(jīng)發(fā)展到采用包括有限元法、優(yōu)化設計、動態(tài)設計等現(xiàn)代先進設計技術在內(nèi)的計算機分析、預測和模擬階段【9】。有限元法是最有效的數(shù)值計算方法之一，它使人們對零部件關鍵參數(shù)的理解和設計更進了一步。有限元法在曲軸的設計計算中有廣泛的應用。常見的是用以計算單拐曲鈾在受彎、扭時各過渡圓角及油孔處的應力分布；也常用來計算曲柄在受彎或扭時的變形或剛度；偶爾也見用于曲軸連續(xù)梁的計算，用以計算支座反力、支座彎矩及曲拐上的名義應力【10】。根據(jù)不同計算目的，在選擇計算模型及進行網(wǎng)格劃分時，也有不同的考慮。例如在計算受法向力載荷下的彎曲應力時，多選用三維模型，且在圓角等應力集中

7、產(chǎn)重處采用細密的網(wǎng)格劃分；只有在作定性分析或作圓角方案對比時，才可選用平面變厚度模型。至于計算受扭時的應力，則必須用三維模型。若用以計算曲柄的抗彎、抗扭剛度，則均以三維模型為宜，且可采用組的網(wǎng)格劃分，甚至略去圓角等細微構形的影響，因為網(wǎng)格劃分的組細及圓角等構形的影響，對剛度計算的精度影響甚小。由于曲軸工作時所受載荷及約束均十分復雜，因此對整根曲軸進行有限元計算不易獲得成功。這種能描繪整根曲軸并能詳細給出應力數(shù)據(jù)的模型也必然太龐大，求解耗費時間太長，費用太貴，也受計算機計算容量的限制【11】。較合理的模型是用較小的有代表性的一部分來代表整根曲軸，例如用二分之一或四分之一的曲柄來建立計算模型。其前

8、提是在適當?shù)挠嬎銜r間內(nèi)獲得足夠的精度，同時也使力邊界條件和約束邊界條件盡量簡化【12】。隨著現(xiàn)代計算機技術的飛速發(fā)展以及應用軟件的開發(fā)這些在原來看來是不可能的事情在現(xiàn)在已經(jīng)成為現(xiàn)實。1.2.2 曲軸強度計算發(fā)展60年代以前很長一段時間內(nèi)，人們主要用實驗手段來研究曲軸的強度。隨著計算機和計算力學的飛速發(fā)展，最近30多年來曲軸計算方法的應力分析精度有了極大的提高，可以相當精確地確定在任一工況下曲軸任意部位的應力，因此對曲軸整體的強度也可以作比較精確的評估。60年代70年代，產(chǎn)生了整體曲軸計算的連續(xù)梁模型和空間鋼架模型。在60年代末期，美國的Poter提出了一種曲柄剛度的經(jīng)驗算法，但方法比較繁瑣，并

9、且缺少實驗和使用的驗證。后來，又有人提出了一種曲柄剛度的斜截面法，計算精度較Porter法有新的提高，但由于不能考慮削去的肩部以及中心油孔等因素的影響，計算剛度仍然比實測值大【13】?，F(xiàn)有的曲軸強度計算都歸結為疲勞強度計算，其計算步驟分為以下兩步一是應力計算，求出曲軸危險部位的應力幅和平均應力;二是在此基礎上進行疲勞強度計算。常用的應力計算的方法有三種:傳統(tǒng)法、有限元法和邊界元法【14】。1.3 有限元分析有限元分析是用較簡單的問題代替復雜問題后再求解。它將求解域看成是由許多稱為有限元的小的互連子域組成，對每一單元假定一個合適的(較簡單的）近似解，然后推導求解這個域總的滿足條件(如結構的平衡條

10、件），從而得到問題的解。這個解不是準確解，而是近似解，因為實際問題被較簡單的問題所代替。由于大多數(shù)實際問題難以得到準確解，而有限元不僅計算精度高，而且能適應各種復雜形狀，因而成為行之有效的工程分析手段【15】。有限元是那些集合在一起能夠表示實際連續(xù)域的離散單元。有限元的概念早在幾個世紀前就已產(chǎn)生并得到了應用，例如用多邊形（有限個直線單元）逼近圓來求得圓的周長，但作為一種方法而被提出，則是最近的事。有限元法最初被稱為矩陣近似方法，應用于航空器的結構強度計算，并由于其方便性、實用性和有效性而引起從事力學研究的科學家的濃厚興趣。經(jīng)過短短數(shù)十年的努力，隨著計算機技術的快速發(fā)展和普及，有限元方法迅速從結

11、構工程強度分析計算擴展到幾乎所有的科學技術領域，成為一種豐富多彩、應用廣泛并且實用高效的數(shù)值分析方法【16】。曲軸是發(fā)動機中最重要、承載最復雜的零件之一，同時曲軸又是發(fā)動機中典型的易損件之一，其強度和剛度直接影響到整機的工作性能。曲軸運轉中的受力情況非常復雜，承受著氣缸內(nèi)的氣體壓力及往復和旋轉質(zhì)量慣性力引起的周期性變化的載荷，還有可能承受扭轉振動、彎曲振動及軸向振動。加之曲軸形狀復雜，實際上是在長度方向上交錯分布的多個主軸頸與連桿軸頸的連接體，其過渡圓角區(qū)域往往成為應力集中處。發(fā)動機在工作過程中，曲軸內(nèi)會產(chǎn)生交變的彎曲應力和扭轉應力，導致曲軸發(fā)生彎曲變形和扭轉變形，并在圓角過渡處產(chǎn)生應力集中。

12、若長時間使用發(fā)動機，不可避免地伴隨著曲軸的裂紋、磨損等損耗的發(fā)生。損耗積累到一定程度必將導致發(fā)動機故障，甚至造成重大的經(jīng)濟損失和人員傷亡。隨著發(fā)動機的不斷強化，曲軸的工作條件愈加苛刻，保證曲軸的工作可靠性是至關重要的。面臨上述問題，在設計階段必須找出切實可行的手段。因此如何較準確地得到交變載荷作用下發(fā)動機曲軸的應力、變形的大小及分布，校核其疲勞強度，估算其疲勞壽命，對于指導曲軸的優(yōu)化、改進設計具有重要意義【17】。2 1015柴油機曲軸結構設計2.1 曲軸的結構曲軸的作用是把活塞往復運動通過連桿轉變?yōu)樾D運動，傳給底盤的傳動機構。同時，驅(qū)動配氣機構和其它輔助裝置，如風扇、水泵、發(fā)電機等【18】

13、。曲軸一般由主軸頸，連桿軸頸、曲柄、平衡塊、前端和后端等組成，如圖1.1所示。一個主軸頸、一個連桿軸頸和一個曲柄組成了一個曲拐，直列式發(fā)動機曲軸的曲拐數(shù)目等于氣缸數(shù)，而V型發(fā)動機曲軸的曲拐數(shù)等于氣缸數(shù)的一半。圖1.1主軸頸是曲軸的支承部分，通過主軸承支承在曲軸箱的主軸承座中。主軸承的數(shù)目不僅與發(fā)動機氣缸數(shù)目有關，還取決于曲軸的支承方式。曲柄是主軸頸和連桿軸頸的連接部分，斷面為橢圓形，為了平衡慣性力，曲柄處常設置平衡重。平衡重用來平衡發(fā)動機不平衡的離心力矩及一部分往復慣性力，從而保證了曲軸旋轉的平穩(wěn)性【19】。曲軸的連桿軸頸是曲軸與連桿的連接部分，曲柄與主軸頸的相連處用圓弧過渡，以減少應力集中。

14、直列發(fā)動機的連桿軸頸數(shù)目與氣缸數(shù)相等而V型發(fā)動機的連桿軸頸數(shù)等于氣缸數(shù)的一半。曲軸前端裝有正時齒輪，以驅(qū)動風扇和水泵的皮帶輪以及起動爪等。為了防止機油沿曲軸軸頸外漏，在曲軸前端裝有一個甩油盤，在齒輪室蓋上裝有油封。曲軸的后端用來安裝飛輪，在后軸頸與飛輪凸緣之間制成檔油凸緣與回油螺紋，以阻止機油向后竄漏。曲軸的形狀和曲拐相對位置取決于氣缸數(shù)、氣缸排列和發(fā)動機的發(fā)火順序。多缸發(fā)動機的發(fā)火順序應使連續(xù)作功的兩缸保持盡量遠的距離，這樣既可以減輕主軸承的載荷，又能避免可能發(fā)生的進氣重疊現(xiàn)象。此外作功間隔應力求均勻，也就是說發(fā)動機在完成一個工作循環(huán)的曲軸轉角內(nèi)，每個氣缸都應發(fā)火作功一次，以保證發(fā)動機運轉平

15、穩(wěn)。曲軸的作用：它與連桿配合將作用在活塞上的氣體壓力變?yōu)樾D的動力，傳給底盤的傳動機構。同時，驅(qū)動配氣機構和其它輔助裝置，如風扇、水泵、發(fā)電機等。工作時，曲軸承受氣體壓力，慣性力及慣性力矩的作用，受力大而且受力復雜，并且承受交變負荷的沖擊作用。同時，曲軸又是高速旋轉件，因此，要求曲軸具有足夠的剛度和強度，具有良好的承受沖擊載荷的能力，耐磨損且潤滑良好【20】。2.2 曲軸的疲勞損壞形式曲軸的工作情況十分復雜，它是在周期性變化的燃氣作用力、往復運動和旋轉運動慣性力及其他力矩作用下工作的，因而承受著扭轉和彎曲的復雜應力。曲軸箱主軸承的不同心度會影響到曲軸的受力狀況，其次，由于曲軸彎曲與扭轉振動而產(chǎn)

16、生的附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產(chǎn)生了嚴重的應力集中。最后曲軸主軸頸與曲柄銷是在比壓下進行高速轉動，因而產(chǎn)生強烈的磨損。因此柴油機在運轉中發(fā)生曲軸裂紋和斷裂事故不為鮮見，尤其是發(fā)電柴油機曲軸疲勞破壞較多。依曲軸產(chǎn)生裂紋的交變應力的性質(zhì)不同，主要有以下三種疲勞裂紋:彎曲疲勞裂紋、扭轉疲勞裂紋和彎曲一扭轉疲勞裂紋【21】，如圖2.1所示。圖2.1 1-彎曲疲勞裂紋 2-扭轉疲勞裂紋2.2.1 彎曲疲勞裂紋曲軸的彎曲疲勞裂紋一般發(fā)生在主軸頸或曲柄銷頸與曲柄臂連接的過渡圓角處，或逐漸擴展成橫斷曲柄臂的裂紋，或形成垂直軸線的裂紋。彎曲疲勞試驗表明，過渡圓角處的最大應力出現(xiàn)在曲柄臂中心對稱

17、線下方。應力沿曲軸長度方向的分布是在中間的和端部的曲柄有較大的彎曲應力峰值。因此，曲軸彎曲疲勞裂紋常發(fā)生在曲軸的中間或兩端的曲柄上。曲軸彎曲疲勞破壞通常是在柴油機經(jīng)過較長時間運轉之后發(fā)生。因為長時間運轉后柴油機的各道主軸承磨損不均勻，使曲軸軸線彎曲變形，曲軸回轉時產(chǎn)生過大的附加交變彎曲應力。此外，曲軸的曲柄臂、曲柄箱或軸承支座(機座)等的剛性不足，柴油機短時間運轉后，也會使曲軸產(chǎn)生彎曲疲勞破壞。2.2.2 扭轉疲勞裂紋曲軸在扭轉力矩作用下產(chǎn)生交變的扭轉應力，存在扭振時還會產(chǎn)生附加交變扭轉應力，嚴重時會引起曲軸的扭轉疲勞破壞。扭轉疲勞裂紋一般發(fā)生在曲軸上應力集中嚴重的油孔或過渡圓角處，并在軸頸上

18、沿著與軸線成45角的兩個方向擴展。這是因為軸頸的抗扭截面模數(shù)較曲柄臂的小，所以扭轉疲勞裂紋多自過渡圓角向軸頸擴展，而很少向曲柄臂擴展。但若同時存在較強的彎曲應力，則裂紋也可自圓角向曲柄臂擴展，造成曲柄臂彎曲斷裂。 通常扭轉疲勞裂紋發(fā)生在曲輛扭振節(jié)點附近的曲柄上。發(fā)生扭磚疲勞裂紋的時間一般是在柴油機運轉初期和曲軸的臨界轉速位于工作轉速范圍內(nèi)時。扭轉疲勞斷裂的斷面與軸線相交成45角，斷面上的裂紋線近似螺旋線【22】【23】。2.2.3 彎曲-扭轉疲勞裂紋曲軸的疲勞破壞還可能是由于彎曲與扭轉共同作用造成。常常由于主軸承不均勻磨損造成曲軸上產(chǎn)生彎曲疲勞裂紋，繼而在彎曲與扭轉的共同作用下使裂紋擴展、斷裂

19、，最后斷裂面與軸線成45角。斷面上自疲勞源起約2/3的面積為貝紋區(qū)，呈暗褐色；剩余l(xiāng)/3的面積為最后斷裂區(qū)，斷面凹凸不平，晶粒明亮。圓形波紋狀紋理是彎曲疲勞造成的，放射狀紋理是扭轉疲勞造成的，兩種紋理交織成蛛網(wǎng)狀。彎曲一扭轉疲勞裂紋有時也呈以彎曲疲勞為主或以扭轉疲勞為主的破壞形式。因此，在具體情況下，應根據(jù)斷面上的紋理、裂紋方向和最后斷裂區(qū)進行分析判斷【24】。生產(chǎn)中，曲軸的彎曲疲勞破壞遠遠多于鈕轉疲勞破壞。其主要原因是由于曲軸彎曲應力集中系數(shù)大于扭轉應力集中系數(shù)，曲軸的彎曲應力難于精確計算和控制。柴油機運轉中，曲軸的各道主軸承磨損是很難掌握和計算的，由它所引起的曲軸變形和附加彎曲應力也就難于

20、討算和控制了。相反，曲軸的扭轉應力可以通過計算準確掌握，并可采取有效的減振措施予以平衡，只要避免柴油機在臨界轉速運轉和扭轉應力過載，曲軸的扭轉疲勞破壞就會得以控制【25】。2.3 曲軸的設計要求根據(jù)上述曲軸的損壞形式及其原因，且為避免這些損壞，曲軸在設計過程中應盡量滿足以下的要求：1.具有足夠的疲勞強度，以保證曲軸工作可靠。盡量減小應力集中，加強薄弱環(huán)節(jié)；2.具有足夠的彎曲和扭轉剛度，使曲軸變形不致過大，以免惡化活塞連桿組及軸承的工作條件；3.軸頸就有良好的耐磨性，保證曲軸和軸承有足夠的壽命；4.曲柄的排列應合理，以保證柴油機工作均勻，曲軸平衡性良好，以減少振動和主軸承最大負荷；5.材料選擇適

21、當，制造方便【26】。2.4 曲軸的結構型式曲軸的支承方式一般有兩種，一種是全支承曲軸，其曲軸的主軸頸數(shù)比氣缸數(shù)目多一個，即每一個連桿軸頸兩邊都有一個主軸頸。這種支承，曲軸的強度和剛度都比較好，并且減輕了主軸承載荷，減小了磨損。柴油機和大部分汽油機多采用這種形式。另一種是非全支承曲軸。其曲軸的主軸頸數(shù)比氣缸數(shù)目少或與氣缸數(shù)目相等。這種支承方式叫非全支承曲軸，雖然這種支承的主軸承載荷較大，但縮短了曲軸的總長度，使發(fā)動機的總體長度有所減小。有些汽油機，承受載荷較小可以采用這種曲軸型式【27】。鑒于本課題所設計的1015柴油機為四缸，故而動機的總體長度較小。且其常用于重型載重車，曲軸的強度及剛度要求

22、都較高，因此設計采用全支承曲軸。曲軸從結構上可分為整體式和組合式。整體式曲軸的毛胚由整根鋼料鍛造或鑄造方法澆鑄出來，具有結構簡單、加工方便、重量輕、工作可靠、剛度和強度較高等優(yōu)點。組合式曲軸是分段制造的，鑄造時容易保證質(zhì)量，降低廢品率【28】；鍛造時無需較大的鍛壓設備，制造方便，熱處理和機械加工業(yè)較方便，并可縮短生產(chǎn)周期。當生產(chǎn)后使用中某個曲柄發(fā)現(xiàn)有缺陷時，可以局部更換而不必報廢整個曲軸。一般的說，在選擇曲軸結構時，只要生產(chǎn)設備允許應該盡可能采用整體式曲軸。在大型柴油機上由于曲軸尺寸與重量都較大，整體制造極為困難是，往往采用組合式曲軸。對于本課題得設計，曲軸的尺寸較小及重量較輕，所以選擇整體式

23、的。2.5 曲軸的材料曲軸的常用材料根據(jù)其毛坯制造方法的不同可分為鍛造曲軸材料和鑄造曲軸材料兩大類。鍛造游客分為自由鍛、模鍛和鐓鍛。自由鍛適用于較小設備生產(chǎn)大型曲軸，但效率太低，加工余量也大。模鍛需要一套較貴的鍛模設備和較大的鍛壓設備，生產(chǎn)效率價高。鐓鍛可節(jié)約大量金屬材料和機械加工工時，且加工出的曲軸能充分發(fā)揮材料的強度。鍛造曲軸常用材料為普通碳素鋼及合金鋼。鑄造曲軸常用材料為球墨鑄QT60-2、可斷鑄鐵KTZ70-2、合金鑄鐵及鑄鋼ZG35等。在強化程度要求不高的內(nèi)燃機中，一般選用普通碳素鋼，碳素鋼的韌性比合金鋼高，可以降低扭轉振動振幅。合金鋼多用于強化要求高的柴油機曲軸，其疲勞強度高但對應

24、力集中敏感性大，因而對機械加工要求也高。球墨鑄鐵價格低廉，制造方便，對應力集中不敏感，并可以通過合理的造型降低應力的集中，還可通過加入合金元素、熱處理、表面強化等方法提升其性能。因此對于要求高的強度、塑性、韌性、耐磨性、耐嚴重的熱和機械沖擊、耐高溫或低溫、耐腐蝕以及尺寸穩(wěn)定性的曲軸較適用【29】。但球墨鑄鐵延伸率、沖擊韌性、彈性模數(shù)及疲勞強度較低，在使用其作為曲軸材料時，應該確保軸頸和曲柄臂厚度較粗。曲軸的材料應具有較高的疲勞強度、必要的硬度以及較好的淬透性。在選取材料是不僅要考慮到機械性能，同時也要考慮工藝性、資源性和經(jīng)濟性。在選擇材料時，需要根據(jù)內(nèi)燃機類型、用途及生產(chǎn)條件，確定曲軸毛坯的制

25、造方法。并參考同類近似機型所用材料，根據(jù)曲軸受力情況和使用習慣，憑經(jīng)驗選取。根據(jù)上述各種毛坯制造方法及材料特點，并結合1015柴油機結構、實際受力狀況及用途，本設計曲軸毛坯采用鑄造方法，曲軸材料選擇球墨鑄鐵QT60-2。2.6 曲軸的主要部件設計2.6.1 主軸頸和曲柄銷主軸頸和曲柄銷是曲軸最重要的兩對摩擦副，他們的設計直接影響了內(nèi)燃機的工作可靠性、外形尺寸及維修。軸頸的尺寸和結構與曲軸的強度、剛度及潤滑條件有密切的關系。曲軸的直徑越大，曲軸的剛度也越大，但軸頸直徑過大會引起表面圓周速度增大，導致摩擦損失和機油溫度的增高。曲柄銷直徑的增大會引起旋轉離心力及轉動慣量的劇烈增加，并使連桿大頭的尺寸

26、增大，這不利于連桿通過氣缸取出，因此在保證軸承比壓不變的情況下，采用較大的軸頸直徑,減小主軸頸長度,這有利于縮短內(nèi)燃機的長度或者加大曲柄臂的厚度采用短而粗的主軸頸可提高曲軸扭振的自振頻率，減小在工作轉速范圍內(nèi)產(chǎn)生共振的可能性。一般情況下曲柄銷直徑總是小于主軸頸直徑【30】。由柴油機設計手冊（上）表9-1可知：直列式非增壓柴油機主軸頸直徑與氣缸直徑之比/的比值范圍為0.700.80，且=132mm,則=92.4105.6mm，根據(jù)以上分析取=100.0mm。各主軸頸長度都相等且與氣缸直徑之比/=0.350.50，即=46.266.0mm，取=55mm。曲柄銷直徑與氣缸直徑之比/=0.600.70

27、，即=79.292.4mm,取=85.0mm。曲柄銷長度與氣缸直徑之比/=0.350.45,即=46.259.4mm,取=50.0mm。曲軸經(jīng)和曲柄銷具有適當尺寸和形狀的減重孔時，可以改善圓角應力分布，提高疲勞強度。因而本設計的主軸頸和曲柄銷均采用減重孔，主軸頸減重孔直徑與曲柄銷減重孔直徑均取30.0mm，即=50.0mm。2.6.2 曲柄臂曲柄臂在曲柄平面內(nèi)的抗彎曲剛度和強度都較差，往往因受交變彎曲應力而引起斷裂。因此曲柄臂是整體曲軸上最薄弱的環(huán)節(jié)，設計時應注意適當?shù)膶挾群秃穸?，并選擇合理的形狀，以改善應力的分布狀況。增大曲柄臂的厚度和寬度都可以增大曲柄臂的強度，而從提高曲柄臂的抗彎強度來說

28、，增加厚度比增加寬度效果要好得多【31】。由柴油機設計手冊（上）表9-1可知：曲柄臂厚度與氣缸直徑之比/=0.20.3，即=26.439.6mm，取=30.0mm.曲柄臂寬度與氣缸直徑之比/=0.91.3，即=118.8171.6mm，取=130.0mm。曲柄臂應選擇適當?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。曲柄臂在曲拐平面內(nèi)的抗彎能力以其矩形斷面的抗彎模數(shù)來衡量： ()（2.1）計算得彎模數(shù)=3000。隨著內(nèi)燃機沖程缸徑比/值的減小及曲軸軸頸的增大，使曲柄銷和主軸頸產(chǎn)生了重疊，此時，有一部分力可以直接傳遞到主軸頸，因而改善了曲柄臂的受力狀態(tài)，通常用重疊度來表示其重疊程度的大小,則有=(m

29、m)（2.2）式中：-曲軸半徑，=/2,為內(nèi)燃機沖程，且=145mm，則有=72.5mm。由此計算式2，得重疊度=20.0mm。2.6.3 曲軸圓角曲軸主軸頸和曲柄臂連接的圓角稱為主軸頸圓角，曲柄銷和曲柄臂連接的圓角稱為曲柄銷圓角。這些過渡圓角能夠減小應力集中，提高疲勞強度，其半徑的增大與其表面光潔程度的提高，是增加曲軸疲勞強度的有效措施【32】。曲軸圓角半徑應足夠大，但是圓角半徑過小會使應力集中嚴，而圓角半徑的增大會使軸頸承壓的有效長度減小，因而也會減小軸承承壓面積。為增大曲軸圓角半徑，且不縮短軸頸的有效工作長度，可采用沉割圓角，但設計沉割圓角時應注意保證曲柄臂有足夠厚度。曲軸圓角也可由半徑

30、不同的二圓弧和三圓弧組成，當各段圓弧半徑選擇適當時可提高曲軸疲勞強度。由于沉割圓角和二圓弧以及三圓弧設計工藝十分的復雜，設計要求較高，以我們現(xiàn)階段的水平難以得出準確結果，故而本設計采用等圓弧圓角。由柴油機設計手冊（上）可知：/0.045，即5.94mm。故取曲軸圓角半徑=6.00mm。2.6.4 潤滑油道軸承的工作能力在很大程度上決定于摩擦表面的額潤滑品質(zhì)。因此，為了保證軸承的可靠性，主軸頸和曲柄銷通常都采用壓力潤滑。曲軸上油道和油孔的設計，對于曲軸軸承的潤滑及曲軸強度都有重要的影響，因此必須十分慎重的選擇油道方案和確定油孔的位置。將潤滑油輸送到曲軸油道中去的供油方式有兩種：一種是集中供油，即

31、將曲軸內(nèi)部做成中空的連續(xù)孔道，作為內(nèi)燃機的主油道，機油從曲軸的一端輸入曲軸，然后經(jīng)曲軸內(nèi)孔串聯(lián)流向各軸承；另一種是分路供油，即機油從曲軸箱上的主油道并聯(lián)進入各個主軸承，然后通過曲軸的油道再進入相應的連桿軸承。采用集中供油時，因為機油從一端進入曲軸后需要克服很大的離心力和流動阻力，才能供到另一端的軸承，壓力損失較大。為了保持最后潤滑的軸承仍有一定的油壓，進入軸承的油壓必須很高，這使得曲軸油腔的密封結構復雜。因而多數(shù)內(nèi)燃機采用分路供油，且本設計也采用分路供油。油道布置主要根據(jù)潤滑供油充分和對曲軸疲勞強度的影響來決定，主軸頸上的油孔入口應保證像曲柄銷供油充分；曲柄銷上的油孔出口應設在較低負荷區(qū)，以提

32、高軸瓦的供油能力，油孔的位置應參考軸承負荷圖和軸心軌跡圖來確定。油道的取向?qū)εまD疲勞強度的影響很顯著。圖2.2曲軸中油道的布置有很多方式，其中斜線油道在結構上是最簡單的，如圖2.2所示。但其缺點是曲柄臂與軸頸過渡處被削弱，降低了曲軸的強度，油道與軸頸的表面交線呈橢圓形，斜角愈大橢圓度愈大，油孔邊緣處的應力集中就愈嚴重，斜線油孔加工工藝復雜，為避免上述缺點，可從曲柄臂肩部鉆一斜孔，貫通曲柄銷和主軸頸，再在此兩個軸頸上鉆直油孔接通，最后將曲柄臂肩部孔堵死。油道也可布置成如圖2.3所示的形式，油孔由曲柄臂鉆入到主軸頸，再由曲柄臂和主軸頸表面垂直鉆通，這樣的油道布置，工藝較為復雜，但能夠有效的提高曲軸

33、的疲勞強度。圖2.3由于本設計曲軸的軸頸及曲柄臂直徑都比較粗，重疊度也比較大，再考慮到油道加工的工藝性，因而本設計油道的布置方式選擇斜線油道油道加工的工藝性。2.6.5 平衡重平衡塊是用來平衡曲軸不平衡的離心慣性力和離心慣性力矩。設計平衡重時，平衡重應盡可能使其重心遠離曲軸旋轉中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量，并且應盡量不增加內(nèi)燃機的尺寸，在滿足動平衡的條件下，還能使曲軸的制造比較方便。曲軸上是否需要安裝平衡重和怎樣決定平衡重的數(shù)目，大小及位置等問題，都要根據(jù)內(nèi)燃機的用途，曲軸形狀，常用工況的轉速和負荷，結構和工藝上的簡便程度等因素來定。曲軸的平衡重可以與與曲軸鑄成一

34、體，這樣可使加工較簡單，并且工作可靠。平衡中亦可單獨制造，通過螺栓連接在曲軸的曲柄臂上。本設計平衡重采用單獨制造的方法，這樣的設計過程較為簡單，且可以根據(jù)實際需求改動平衡重的設置【33】。2.6.6 曲軸兩端和軸向止推曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的驅(qū)動鏈輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因為結構簡單，維修方便。如果止推軸承設在后端，傳動齒輪裝在前端，并且又是用斜齒時，這樣當曲軸因受離合器的作用力、斜齒的軸向力和熱膨脹而產(chǎn)生軸向外移時，將影響配氣和供油定時，從這個觀點看，傳動齒輪應裝在后端較為合適。從曲軸扭轉振動來看，前端的振幅較大，這對裝置傳動機構不利。多缸發(fā)動機由于曲軸較長，往往把傳動齒輪裝在曲軸后端。本

35、設計的曲軸為多缸柴油機曲軸，因此也把傳動齒輪裝在曲軸后端。減振器應裝在振幅最大曲軸前端，用以消除扭轉振動。中小型高速內(nèi)燃機上的驅(qū)動齒輪如裝在前端一般采用鍵連接，如裝在后端則視曲軸輸出端的結構而定。曲軸后端設有法蘭或加粗的軸頸，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置，故定位銷的布置是不對稱的或只有一個。曲軸受熱膨脹而伸長，或受斜齒輪及離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為防止曲軸的軸向移動，在曲軸與機體之間設置止推軸承。止推軸承只能設置一個，以便使曲軸相對于機體能自由地沿軸向作熱膨脹【34】。從減小軸向移動對配氣定時和供油定時的影響出發(fā)，希望把止推軸承設在前端

36、；止推軸承設在后端則可以避免曲軸各曲拐承受功率消耗者的軸向推力的作用；從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，也可設在曲軸中央。2.6.7 曲軸的強化除了設計措施外，還可以利用特殊加工方法、熱處理方法或化學方法強化曲軸表面，提高曲軸疲勞強度。常見的表面強化方法有：圓角高頻感應淬火、圓角滾壓以及氮化與軟氮化。軸頸表面圓角感應淬火是提高軸頸耐磨性的一種簡便有效的表面硬化法，適用于大量生產(chǎn)。這種方法是先用高頻電流加熱軸頸表面，隨即噴水冷卻，然后回火以消除殘余應力。但這種方法易引起曲軸變形，工藝也較復雜，必須嚴格控制圓角淬火前殘余應力，并用特殊淬火劑控制感應電流頻率，以減小變形。圓角滾壓可以大幅度提高

37、曲軸的彎曲疲勞強度，且工藝簡單、工藝周期短、經(jīng)濟的優(yōu)點，且滾壓后表面光潔無裂紋。滾壓硬化層的深度和最大殘余應力主要取決于滾壓負荷、滾輪形狀及尺寸等因素。圓角滾壓時應注意減少曲軸變形，必要使主軸頸擺差超過容許范圍。氮化通常是指氣體氮化，即把曲軸放在加熱至一定溫度的爐內(nèi)，通入氨氣，并保持一段時間，使氨氣熱分解所產(chǎn)生的活性氮離子滲入曲軸表面，從而得到一種含氨組織。這是一種化學熱處理方法。氮化可以使曲軸軸頸表面形成一層具有壓縮應力的表面，從而提高曲軸的疲勞強度、表面硬度及耐磨性。而軟氮化則是一種鹽浴氮化方法同樣可以大幅度的提高曲軸疲勞強度，且氮化過程短。采用任何一種表面強化法都要防止曲軸變形過大，變形

38、量大了，則必然要用壓力機進行校直，而校直時難免在圓弧過渡處形成拉伸應力集中，從而嚴重地削弱曲軸的疲勞強度。根據(jù)上述三種提高曲軸疲勞強度的工藝措施的比較，本設計采用最為常用的氮化處理來提高曲軸的疲勞強度【35】。2.7 曲軸的強度校核曲軸在工作中承受的是交變載荷，因此它常因疲勞而損壞，另一方面曲軸的結構形狀有很復雜，這使曲軸存在著嚴重的應力集中現(xiàn)象。應力集中促進了曲軸的疲勞損壞，因此在內(nèi)燃機設計中，對曲軸進行了疲勞強度計算是必不可少的一環(huán)。計算曲軸的彎曲應力一般有兩種方法：一種是分段法（斷開梁法）；另一種是連續(xù)梁法。分段法計算簡單，突出了曲拐受力的主要矛盾，所以使用普遍。不過由于它忽略了許多影響

39、因素，甚至也沒有考慮相鄰曲拐的影響，致使計算結果與實際情況差別較大；連續(xù)梁法近年來正逐步受到人們的重視，因為它考慮了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應力的影響，使計算較為全面。但這種方法在分析時仍忽略了一些難以控制、然而又非常重要的影響因素，如軸頸與軸承間的工作間隙、主軸頸的偏心、錐度、橢圓度、作用力的形態(tài)等因素對曲軸應力的影響，使得計算結果仍不能令人滿意，這種方法也有待進一步完善。連續(xù)梁法與實際接近程度，取決于曲軸和支撐的剛度比，它的正確值只能通過試驗才能找到。因此，僅在進行已有結構的校核時，利用連續(xù)梁法才更為精確。計算結果表明，分段法所得的應力幅值，一般都比運轉中的實際值為高

40、，僅在某些機型中有些微小偏差。若將分段法與連續(xù)梁法進行比較，則前者比后者計算所得的曲軸危險截面應力約高1520%，因此用分段法計算偏于安全。而多缸機曲軸是靜不定的多支承空間連續(xù)梁，曲軸的應力狀態(tài)，與支座彎矩有關，并受支座彈性和軸承孔的不同心度影響。因此用連續(xù)梁法計算曲軸強度較為合理【36】。為使設計出的曲軸更安全，并限于現(xiàn)有的知識及所給的數(shù)據(jù)，本設計采用分段法進行計算。2.7.1 曲柄銷應力曲柄銷所受彎矩隨曲軸轉角而變化，求出它的最大彎矩與最小彎矩，即可得出它的最大應力與最小應力。計算簡圖如圖2.4所示，由圖可見，作用在曲柄平面內(nèi)的力有：燃氣作用力、往復運動慣性力、連桿大頭離心力、曲柄銷離心力

41、、曲柄臂的離心力及平衡重的離心力等。圖2.4曲軸支反力可由下式求出（N）（2.3）由于本設計的曲軸為四缸柴油機，且發(fā)火間隔角為，因此曲柄左右對稱，則上式又可化簡為（N）（2.4）式中：-第個曲拐上平衡重總的離心力，則有；-。據(jù)此可以求出在曲柄平面內(nèi)作用于曲柄臂計算截面上的彎矩為（）（2.5）再進一步求出截面處得名義彎曲應力（）（2.6）式中：-曲柄臂寬度，單位為；-曲柄臂厚度，單位為。將燃氣作用力最大值及最小值如圖所2.5示代入式（2.4），即求得及，再利用式（2.5）、式（2.6）求出及。圖2.5有汽車構造圖4-1可知，=0.1。則算得=82.27，=-15.11。從而算出曲柄銷圓角處得名義

42、應力幅（）（2.7）即=48.69。名義平均應力（）（2.8）即=33.58。在計算曲柄銷的切應力時，首先必須找出曲軸中承受最大扭矩的曲柄。由內(nèi)燃機設計可知，本設計作用在第3曲柄上的總扭矩最大，求曲柄銷上的最大扭矩=7394.20及最小扭矩=0，則根據(jù)公式（）（2.9）算得=62.30，=0進一步求出切應力幅值為（）（2.10）平均切應力（）（2.11）經(jīng)計算得=31.15，=31.15。2.7.2 圓角形狀系數(shù)曲柄上的名義最大應力和并不是曲柄上的最大應力，由于應力集中的緣故，曲柄上的最大應力比計算所得的最大名義應力要大得多，且軸頸和曲柄連接的圓角處和油孔附近是曲軸應力集中最嚴重的部位，尤其以

43、圓角處更為突出如圖2.6。曲軸這種應力局部增高的現(xiàn)象，通常用形狀系數(shù)來描述。本設計將以列金法分析各結構參數(shù)度形狀系數(shù)的影響。圖2.6（1）圓角彎曲形狀系數(shù)根據(jù)定義，可得彎曲形狀系數(shù)可表示為（2.12）式中：-曲軸圓角處實測的最大彎曲應力，單位為。由列金法，則有圓角彎曲形狀系數(shù)表達式（2.13）式中：-標準曲軸彎曲形狀系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-53可知，當=0.2時，=2.5；-曲軸重疊度的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-54可知，當=0.2、=0.3時，=0.84；-曲柄臂寬度的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-55可知，當=0.2、=0.2時，=0.85；-曲柄空心度得影響

44、系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-56可知，當=0.3時，=1.00；-軸頸減重孔偏心距的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-57可知，當=0.1時，=0.99；-所計算圓角相連的曲柄臂中減重孔邊緣至軸頸的距離影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-58可知，=1.12。其中為與所計算圓角相連接曲軸軸頸的外徑，與所計算圓角相連接曲軸軸頸的內(nèi)徑。將以上數(shù)據(jù)代入式11計算得=1.97.（2）圓角扭轉形狀系數(shù)根據(jù)定義，可得扭轉形狀系數(shù)可表示為（2.14）式中：-曲軸圓角處實測的最大切應力，單位為。由列金法，則有圓角彎曲形狀系數(shù)表達式（2.15）-軸段直徑比為2的周對稱的階梯周扭轉形狀系數(shù)。查柴油機設

45、計手冊（上）圖9-62可知，=1.62；-曲柄臂寬度的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-63可知，=1.37；-曲柄臂厚度的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-63可知，=1.08；-軸頸重疊度的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-64可知，=1.00；-軸頸減重孔偏心距的影響系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）圖9-65可知，=0.96；-鼓形減重的影響系數(shù)。由于本設計減重孔不是鼓形因此，則有=1。有以上數(shù)據(jù)算得=2.73。2.7.3 安全系數(shù) 曲軸的安全系數(shù)即曲軸強度的儲備系數(shù)，它表示曲軸本身的疲勞強度與工作應力之比。（1）在只考慮彎曲時，安全系數(shù)為（2.16）式中:-對稱循環(huán)時，曲軸材料

46、的彎曲疲勞極限。由常用材料手冊可得，且=588，則=188.16；-彎曲時圓角處的應力集中系數(shù)?？捎晒?（2.17）其中：為應力集中敏感系數(shù)，查柴油機設計手冊（上）表9-16可知，=0.5。由此算得=1.49。-不同加工方法的影響系數(shù)，稱為表面加工系數(shù)。由發(fā)動機設計講義表6-2可知，強化方法采用氮化處理的曲軸，表面加工系數(shù)=1.30；-不同尺寸的影響系數(shù)，又稱尺寸系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）表9-14可知，=0.9；-材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)。由發(fā)動機設計講義表3-3可知，=0.05。有以上數(shù)據(jù)可算得=3.74。（2）在只考慮扭轉時，安全系數(shù)為（2.18）式中：-對稱循環(huán)時，曲軸材料的

47、扭轉疲勞極限。由常用材料手冊可得，則=109.13；-扭轉時圓角處的應力集中系數(shù)?？捎晒?（2.19）其中：為應力集中敏感系數(shù)，查柴油機設計手冊（上）表9-16可知，=0.22。由此算出=1.38；-不同尺寸的影響系數(shù)，又稱尺寸系數(shù)。查柴油機設計手冊（上）表9-14可知，=0.9；-材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)。由發(fā)動機設計講義表3-3可知，=0。由以上數(shù)據(jù)可算得=2.97。3.從而可得到圓角處的總安全系數(shù)（2.20）則算得=2.33，其值大于1.5，因而符合要求。3 有限元分析隨著柴油機的不斷強化，曲軸的工作條件愈加苛刻，保證曲軸的工作可靠性至關重要，其設計是否可靠，對柴油機的使用壽命有

48、很大影響，因此在研制過程中需給予高度重視。由于曲軸的形狀及其載荷比較復雜，對其采用經(jīng)典力學的方法進行結構分析往往有局限性。有限元法是根據(jù)變分原理求解數(shù)學物理問題的一種數(shù)值計算方法，是分析各種結構問題的強有力的工具，使用有限元法可方便地進行分析并為設計提供理論依據(jù)。本設計采用ANSYS有限元軟件，在靜應力計算部分采用整體曲軸模型進行有限元分析和模態(tài)分析，并就單元選擇及網(wǎng)格劃分對應力的影響做了分析比較【37】。3.1 ANSYS軟件介紹ANSYS有限公司由John Swanson博士創(chuàng)建于1970年，該公司開發(fā)利用計算機技術進行工程分析的軟件。ANSYS有限元程序是ANSYS有限公司的主要產(chǎn)品。它

49、開發(fā)初期是為了用于電力工業(yè)，現(xiàn)在已能滿足從汽車、電子到宇航、化學等大多數(shù)工業(yè)領域有限元分析(FEA)的需要。ANSYS軟件作為一個大型、通用的有限元程序，其功能已為全世界所公認。ANSYS是迄今為止世界范圍內(nèi)唯一通過IS09001質(zhì)量認證的分析設計類軟件，是美國機械工程師協(xié)會(ASME)，美國核安全局(NQA)及近20種專業(yè)技術協(xié)會認證的標準分析軟件。ANSYS是第一個通過中國壓力容器標準化技術委員會認證并在17個部委推廣使用的分析軟件。ANSYS軟件具有結構、熱、電磁、流體分析等強大的功能。該軟件采用APDL參數(shù)化設計語言,能和AutoCAD, UG, SolidWorks, I-DEAS,

50、 PRO/E 等多種CAD軟件接口，因此本設計采用ANSYS軟件進行有限元分析。3.2 整體曲軸有限元模型的建立傳統(tǒng)的曲軸分析，國內(nèi)外多采用單拐或單拐模型。但這種方法還不能反映整體曲軸內(nèi)部應力場的分布狀態(tài)，有些學者也采用連續(xù)梁理論對曲軸進行分析計算，但把象曲軸這樣復雜的結構簡化成連續(xù)梁，計算結果顯然是不準確的。因此，為了較為準確地計算曲軸強度和了解曲軸內(nèi)部的應力狀況，本文采用曲軸三維整體模型，對曲軸進行靜強度和剛度的有限元分析。3.2.1 有限元網(wǎng)格的劃分由于曲軸結構復雜，利用有限元軟件進行建模時很難保證與圖紙上的曲軸結構完全一致，因此建模時必須簡化。為了減少應力集中，曲軸上不同截面的結合處都

51、有半徑不一的倒角，如果在建模時考慮這些倒角和油孔，則會使有限元的網(wǎng)格非常密集，這就大大地增加了模型的單元數(shù)量，花費大量的求解時間，而且生成的網(wǎng)格形狀也不理想，降低了求解精度，因此在整體曲軸建模時僅考慮主軸頸、曲軸軸頸與曲拐連接處的過渡圓角【38】。單個曲拐三維模型驚醒網(wǎng)格劃分后如圖3.1所示.3.2.2 載荷狀況的確定曲軸在工作時承受缸內(nèi)的氣體壓力、往復和旋轉質(zhì)量慣性力的作用，根據(jù)已給定的發(fā)動機參數(shù)，通過發(fā)動機動力學計算，求得此發(fā)動機連桿軸頸載荷的最大值，及隨后曲圖3.1軸再轉過180度、360度、540度、720度，時連桿軸頸載荷的數(shù)值【39】。(1)曲軸的邊界條件由于曲軸主要是因彎曲而破壞

52、的，因此對曲軸受到飛輪處的扭轉力可暫不考慮【40】，為簡便起見，對于氣缸可假設，當其發(fā)火時，活塞處于上止點位置時連桿軸頸載荷達到最大值【41】。圖3.2(2)力的邊界條件根據(jù)傳統(tǒng)的方法及有限寬度軸頸油膜壓力應力分布規(guī)律，并忽略油孔處壓力峰值突變的影響，假定力邊界條件為:載荷沿曲柄銷軸向均勻分布，沿曲柄銷徑向180度角范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布【42】。(3)支撐邊界條件將主軸承對曲軸的支撐視為彈性支座，設彈簧剛度為，認為值在曲軸縱向?qū)ΨQ面內(nèi)沿主軸頸均布，可視K均分在曲軸縱向?qū)ΨQ面內(nèi)主軸頸中截面左右的兩個對稱點上，本設計中取值為，這一剛度接近于主軸承的實際剛度【43】。在進行有限元分析時，為模擬曲軸的

53、全支撐情況，約束彈簧對主軸頸的徑向位移;為模擬止推軸承的作用，可將曲軸左端面靠近軸心的對稱四個節(jié)點的Z向位移為0，以防止曲軸沿軸向產(chǎn)生剛體位移【44】。載入約束后如圖3.2所示.3.3 曲軸整體模型計算結果分析載入數(shù)據(jù)后，由計算機計算出各節(jié)點應力，根據(jù)這些應力的分布。3.3.1 壓應力分析應力分布如圖3.3所示圖3.3承受壓力其位移分布如圖3.4所示圖3.43.3.2 拉應力分析應力分布如圖3.5所示承受壓力其位移分布如圖3.6所示圖3.5圖3.63.4 疲勞強度校核 整體曲軸的斷裂，在多數(shù)情況下首先在曲柄銷圓角出現(xiàn)疲勞裂紋，隨后裂紋向曲柄臂發(fā)展而導致整根曲軸的斷裂。只在個別情況下因曲軸支承的

54、局部損壞引起支座彎矩急劇增加而造成主軸頸圓角損壞【45】【46】。這主要是由于主軸頸圓角應力以壓應力為主，致使其抗交變載荷的能力增強。因此，通常僅對承載最大曲柄的曲柄銷圓角進行疲勞強度計算就能滿足要求。曲柄銷圓角彎曲疲勞強度安全系數(shù)可通過式（2.16）、式（2.18）及式（2.20）求得。經(jīng)計算得1.87，因而符合要求。3.5 結論該曲軸的應力集中主要出現(xiàn)在連桿軸頸下側與主軸頸上側過渡圓角處，該曲軸的強度能達到要求，扭轉作用對發(fā)動機曲軸應力值的影響較小。網(wǎng)格的劃分及單元選擇對有限元分析結果有較大的影響，運用單拐曲軸有限元模型計算的應力值大于整體曲軸模型，因此采用單拐曲軸模型進行有限元分析得出的

55、結果是偏于安全的。并且采用有限元分析，使人們對零部件關鍵參數(shù)的理解和設計更進了一步。從而減低設計周期，減少工作量，費用更低，質(zhì)量更高。并且通過應力分布圖可以直觀的得到曲軸圓角處得應力情況,這對于今后改進曲軸的結構具有極其重要的作用。4 總結通過本次畢業(yè)設計，我掌握了使用CAD、Pro/E及ANSYS等多種軟件方法，并把四年以來所學過的知識進行匯總，解決了以前似懂非懂的問題，但也遇到了許多未解決的問題。首先，是曲軸的工藝選擇，曲軸的結構應結合工藝手段和方法進行設計，而本設計限于我現(xiàn)有的知識水平，只是更多的參考了同類曲軸的結構進行設計，因此會導致曲軸的某些部位設計不合理。其次，在曲軸強度校核過程中

56、，應該考慮到曲軸所承受的所有的力及力矩，這樣計算結果才更真實，但本設計鑒于時間有限對計算進行簡化，其中的影響較小的力及力矩被忽略，因此計算結果結果可能偏離實際。最后，在ANSYS分析過程中，進行了模型簡化，若以實體模型進行分析，則計算機容易計算出錯。但模型的簡化必然導致結果出現(xiàn)偏差。為解決上述問題，我要努力更深入的學習，更熟練的掌握這些軟件，這樣才能更好的得出結果，并使我取得更大的進步，并在曲軸結構設計當中得出一些更好的理論依據(jù)，以及對曲軸設計的優(yōu)化分析。參考文獻1 成中清，蔡敢為，周曉蓉等.6108柴油機曲軸有限元分析.裝備制造技術，2010,1：27292 柴油機設計手冊編輯委員會.柴油機設計手冊.北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，1984.7527633 申福林.2005年中國客車行業(yè)發(fā)展論壇：中國客車學術年會論文集.陜西：陜西科學技術出版社,2005，256258 4 李人憲.車用柴油機.中國鐵道出版社,1999,1431455 唐元春.新材料將推動行業(yè)跨越發(fā)展，,2008-03-126 徐兀.汽車發(fā)動機現(xiàn)代設計.人民交通出版社,1995,1201257 陳大榮.船舶內(nèi)燃機設計